DE3012670A1

DE3012670A1 - Verfahren zur waermerueckgewinnung, unter verwendung einer waermepumpe

Info

Publication number: DE3012670A1
Application number: DE19803012670
Authority: DE
Inventors: Markku Dipl Ing Lampinen
Original assignee: Valmet Oy
Current assignee: Valmet Technologies Oy
Priority date: 1979-04-02
Filing date: 1980-04-01
Publication date: 1980-10-30
Also published as: FI791079A; NO800960L; SE8002494L; GB2049901B; JPS55134254A; FR2453373A1; GB2049901A; SU925256A3

Description

Die Erfindung "bezieht sich auf ein Verfahren zur Wärmerückgewinnung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Bekanntlich ist eine Wärmepumpe eine thermodynamische Maschine, die Wärmeenergie von einem niedrigeren auf ein höheres Temperaturniveau bringt.

Der Gedanke, die Wärmepumpe zu Heizzwecken und zur nutzung von Abwärmemengen heranzuziehen, ist schon seit langem "bekannt. Zum Stand der Technik, wird auf folgende Schrift verwiesen: "Lämpöpumpun käytön mahdollisuudet ja vaikutukset lämmityksessä ja lämmön talteenotossa" (Die Möglichkeiten und Wirkungen der Anwendung der Wärmepumpe in Heizung und Wärmerückgewinnung), Aittomäki, Kalema, Lappalainen, Talsio, Wiksten. VTT LVI-tekniikan laboratorio, tiedonanto 23, Otaniemi, März 1975» sowie als Sonderproblemlösung auf das Werk "Refrigeration Engineering", H.J. Maclntire, F.W. Hutchinson, John Wiley & Sons Inc., New York, 1950, Chapter VI.

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Deutsche Bank (München) Klo. 51/61070 Dresdner Bank (MOnohen) Kto. 3939 844 Poetjcheck (München) Kto. 670-43-804

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Das Leisungsvermögen der Wärmepumpe wird durch, die Leistungsziffer £ "beschrieben, die folgendermaßen definiert wird: £ = abgegebene Wärmeleistung/geleistete Arbeit. Die abgegebene Wärmeleistung ist die Summe der der Wärmequelle entnommenen Wärmeleistung und der geleisteten Arbeit. Je größer £ ist, desto besser ist die Wärmepumpe. Die theoretische Leistungsziffer £ theor ^eines einkreisigen Wärmepumpensystems ist gegeben durch:

^{10 £} ^^{eor =} (1)

Hierbei ist t die Temperatur des zu erwärmenden.Massenstroms nach der Wärmepumpe, und T die Temperatur des ._ wärmeabgebenden Massenstroms nach der Wärmepumpe. Die Leistungsziffer ist also von den Temperaturniveaus abhängig, zwischen denen die Wärmepumpe arbeitet.

Die bekannten Wärmepumpensysteme arbeiten vorwie-2Q gend nur mit einem Kreis, d.h. sie benutzen zum Übertragen der Wärme von der Wärmequelle zu dem zu erwärmenden Objekt nur ein Medium.

Selbst die theoretische Leistungsziffer von bekannten einkreisigen Wärmepumpen liegt unter dem Wert 4. Dies ist eine Folge der Temperaturen des zu erwärmenden und/oder des wärmeabgebenden Mediums. Die theoretische Leistungsziffer von Wärmepumpen läßt sich nach Gleichung (1) berechnen. Diese theoretische Leistungsziffer wird sowohl durch die Kompressorverluste als auch die sonstigen Verluste in der Wärmepumpe herabgesetzt". Die wichtigste Verlustquelle ist die nichtideale Arbeitsweise des Kompressors. Den Kompressor im Optimalbereich arbeiten zu lassen ist also nach dem dargelegten für eine gute Leistungsziffer wesentlich: Der Arbeitspunkt des Kom^ pressors sollte im Bereich optimalen Druckverhältnisses (ausgangsseitiger Druck/eingangsseitiger Druck) liegen, jegliche Überhitzung des komprimierten gasförmigen Medi-

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ums sollte vermieden v/erden, da hierdurch der Wirkungsgrad der Wärmepumpe reduziert wird.

Dies ist jedoch nicht einmal bei den zur Zeit bekannten Sonderproblemlösungen möglich, da das Druckverhältnis von Systemen dieser Art sowohl durch die Temperaturniveaus, die in dem Anwendungsfall vorgegeben sind, als auch durch die Eigenschaften der zur Verfügung stehenden Medien "bestimmt wird. Ferner ist eine Überhitzung im Einkreis-System unvermeidbar.

Die Leistungsziffer der gegenwärtig bekannten einkreisigen Wärmepumpensysteme liegt bei üblichen Anwendungsfällen aufgrund der vorstehend genannten Umstände etwa zwischen 2 und 3«·

Zum Stand der Technik bei mehrkreisigen Wärmepumpensystemen wird auf die DE-OS 26 37 230 und auf US-PS

4,124,177 hingewiesen.
20

Als Antriebsenergie für Wärmepumpen verwendet man meist Elektrizität. In praktisch allen Ländern ist elektrische Energie aufgrund ihrer Produktionsweise erheblich teurer als Wärme. In Finnland beispielsweise schwankt das Preisverhältnis Elektrizität/Wärme heutzutage - je nach der Tarifpolitik - zwischen 2,5 und 4.

Daher ist es verständlich, daß sich die Wärmepumpe noch nicht durchsetzen konnte. Im Hinblick auf die end-™ liehen Primärenergieresourcen sowie die durch Energie- und Brennstoffeinfuhr entstehenden wirtschaftlichen Lasten ist es deshalb notwendig, ein Wärmepumpensystem zu schaffen, dessen Leistungsziffer das Preisverhältnis

zwischen Elektrizität und Wärme erheblich übertrifft. 35

Es ist Aufgabe der Erfindung ein WärmerUckgewinnungssystem mit einer Wärmepumpe zu schaffen, deren Leistungsziffer die Leistungsziffer bekannter Systeme

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beträchtlich übertrifft, um damit die Wärmerückgewinnung auch in Anwendungsgebieten möglich zu machen, bei denen ein wirtschaftlicher Einsatz bisher nicht möglich war.

Diese Aufgabe wird durch, die in Anspruch 1 gekennzeichneten Maßnahmen gelöst.

Theoretisch ist die Erfindung am günstigsten, wenn eine unendliche Anzahl getrennter Wärmepumpenkreise verwendet wird. Mit Rücksicht auf den weiter unten genauer dargelegten Zuwachs der Leistungsziffer £ als Punktion der Anzahl der erfindungsgemäß eingesetzten Kreise sowie darauf, daß durch Erhöhen der Zahl der "benutzten Kreise zumindest mit der gegenwärtigen Technik entsprechend die Anlagekosten steigen, wird das optimale Resultat meist durch Verwendung von 6 "bis 10 getrennte Wärmepumpenkreise umfassenden Systemen erzielt. Hierbei wird ausgenutzt, daß die Ieistungsziffer £ zu Beginn verhältnismäßig steil mit der Zahl der erfindungsgemäß angeordneten Wärmepum-

20 penkreiae ansteigt, während sich die Zuwachsrate bei höheren Kreiszahlen verringert.

Die Erfindung wird nachstehend an Hand von Ausfüh.-rungsbeispielen unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 schematisch ein erfindungsgemäßes Wärmerückgewinnungssystem mit sechs Kreisen.

Fig. 2 die Verteilung der Temperaturen in den verschiedenen Kreisen des Systems gemäß Pig. 1.

Fig. 3 die im erfindungsgemäßen Verfahren erzielbare theoretische Leistungsziffer ^₀+ als Funktion der zahl getrennter Wärmepumpenkreise bei Temperaturen entsprechend dem später folgenden Beispiel.

Fig. 4 im T-s-Diagramm die physikalische Grundlage

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einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung, bei der das im Wärmepumpenkreis zirkulierende, im Verdampf ungsvorgang verdampfte Medium geeignet naß gehalten wird, wenn es den Kompressor des Wärmepumpenkreises er-

5 reicht.

Pig. 5 in der Form eines SohaltungsSchemas das erfindungsgemäße Wärmepumpensystem "bei Anwendung in der Wärmerückgewinnung aus Abwasser.
10

Fig. 6 ein Vorriehtungs-Ausführungsbeispiel, bei der Anwendung des erfindungsgemäßen mehrkreisigen Wärmepumpensystems in einer Holztrocknungsanlage (Kondenstrockenanlage).

Fig. 7 das Schaltungsschema des Wärmepumpensystems in der Kondenstrookenanlage gemäß Fig. 6.

Fig. 8 ein Vorriohtungs-Ausfülirungsbeispiel der mechanischen Ausführung der Kompressoren und der Expansionsventile in einem Wärmepumpensystem mit sechs Kreisen.

Fig. 9 einen Querschnitt bei der Linie IX-IX in 25 Fig. 8.

Die Fig. 1 und 2 erläutern ein Ausfünrungsbeispiel des erfindungsgemäßen Verfahrens. Das Wärmerückgewinnungssystem gemäß Fig. 1 umfaßt sechs Wärmepumpenkreise

30 P^ "bis pg, deren Verdampfer H^ bis Hg mit steigenden Verdampfungstemperaturen T_fc (k = 1...6) in Reihe in Wärmeaustauschverbindung mit dem Abwasserstrom M geschaltet sind. Entsprechend sind die Kondensatoren I-bis Lg der Wärmepumpenkreise p^ bis pg mit steigenden

Kondensationstemperaturen t·^ in Reihe in Wärmeaustausch mit dem zu erwärmenden Wasserstrom m geschaltet. Zu jedem Wärmepumpenkreis p^ bis pg gehören ferner an sich bekannte Kompressoren K^ bis Kg sowie Expansionsventile

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^Tv1

Pig. 2 zeigt die Temperaturniveaus T_k "bzw. t^ des Systems gemäß Pig. 1 in den verschiedenen Wärmepumpenkreisen p-| "bis Pg. Die Temperaturen des wärmeabgebenden Massenstroms M sind mit T_ und diejenigen des zu erwär-

menden Massenstroms entsprechend mit t "bezeichnet. Die Temperatur T sinkt in Richtung des wärmeabgebenden Mas-

B C

senstroms M. Dementsprechend nimmt die Temperatur ΐ_Λ in

,^c Strömungsrichtung des zu erwärmenden Massenstroms m zu.

Im folgenden wird die Erhöhung der Leistungszahl £ durch das Tdesehriebene Verfahren erläutert:

Mit a ist das Verhältnis zwischen den Wärmekapazitätströmen des Abwassers und des zu erwärmenden Wassers (Wärmekapazitätstrom = Massenstrom χ spezifische Wärme, C^l = CcI = V/Kj a = C/c) bezeichnet. Is sei zunächst angenommen, daß der is en tropische Wirkungsgrad "". g ^, des Kompressors K, 1 ist. Man kann dann nachweisen, daß der theoretische Wärmekoeffizient (

Hierbei ist

Π A. 5 A·A·,..-

IT ist die Anzahl der Wärmepumpenkreise.

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1 Ferner läßt sich nachweisen, daß die Kreise optimal aufgeteilt sind, d.h. £^._o^ maximal ist, wenn

Dann reduziert sich S auf:

_ ^L—r» - l] (4)

L(l+a) ·- arnj

10 m "bestimmt sich aus: m = (T^/T Weiter kann man nachweisen, daß für

gilt. Dann ist

¹W¹⁺ % ι r,Ya Λ._λ <⁵>

N ο ^τ

Beispiel t_Q = 323 K T^ = 323 K T_Q=283 K a =

Dann hat das N-stufige, mit optimaler Kreisaufteilung durchgeführte Wärmepumpensystem den Wärmekoeffizienten:

²⁵ ι

ej = 1 + i

-Wt-¹Ii-I]-I (6)

"U /λ »Η J

m = (323/283)¹ ^ ist 30

Für ein System mit unendlich vielen Kreisen gilt:

323 r 323 ^T" = 8,08.

35 . HO L203 ' J " ^l

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Variiert man N, so erhält man die graphische Darstellung der Fig. 3. Mit zunehmendem ET nähert sich Cx₀+ asymptotisch dem Wert 8,08.

In herkömmlichen Einkreissystemen ist mit den Werten des Beispiels die "beste theoretisch mögliche Deistungsziffer 4,04. Bei einem System mit beispielsweise 30 Kreisen ist dagegen €^₀^ = 7,81. Das in Pig. 1 dargestellte System mit sechs Kreisen hat £+₀+ 6,8, ist also um 70$ "besser als das Einkreissystem.

Ferner erzielt man mit einem Mehrkreissystem gegen~ über einem Einkreissystem zwei den Wirkungsgrad des Kompressors verbessernde wichtige praktische.Zusatzvorteile, auf die schon hingewiesen wurde:

Erstens ist, da jeder Kreis mit einer verhältnismäßig geringen Temperaturdifferenz (Kondensation - Verdampfung) arbeitet, das.Druckverhältnis des Kompressors K (ausgangsseitiger Druck/eingangsseitiger Druck) günstig und ermöglicht damit ein Arbeiten des Kompressors in seinem optimalen Wirkungsgradbereich. Bei Einkreissystemen dagegen ergeben sich wegen der größeren Temperaturdifferenz hohe Druckverhältnisse, durch die der Wirkungsgrad (η^₈) cles Kompressors wesentlich verringert wird.

Zweitens ermöglicht das Mehrkreissystem die Verwendung verschiedener Medien in den verschiedenen Kreisen und erlaubt, kreisindividuell das Medium geeignet naß zu halten, wenn es den Kompressor erreicht. Dagegen ist das Einkreissystem zwangsweise auf die Verwendung eines einzigen Mediums beschränkt. Oftmals ist es sehr schwierig, manchmal sogar unmöglich, ein für einen ausgedehnten Temperaturbereich passendes Medium zu finden, im Mehrkreissystem ist dies kein Problem, da man für jeden Kreis unabhängig von den übrigen Kreisen das für die herrschenden Temperaturen am besten geeignete Medium

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1 wählen kann.

Beispielsweise kann man "bei Handhabung der Flüesigkeiten mit der Temperatur des obengenannten Beispiels gemaß Fig. 1 und 2 in sechs Kreisen für die Kreise am kalten Ende in Fig. 1 (P₁,P₂₅P*) passend das Medium R21 und für die Kreise des wärmeren Endes (p^,P₅»Pg) das Medium E11 wählen.

Das Halten des; in den Wärmepumpenkreisen P₁ "bis p„ zirkulierenden, im Verdampfer verdampften Mediums auf einem passenden Uässegrad bei seinem Eintritt in den Kompressor K soll im folgenden in Verbindung mit Fig. 4 näher betrachtet werden.

Fig. 4 zeigt den thermodynamischen Kreisprozeß des Wärmepumpenkreises ρ im T-s-Diagramm. Man kann nachweisen, daß der beste Punkt für das Einsetzen der Kompressionsarbeit der Punkt F-ist, der als Schnittpunkt der

20 durch den Punkt P gehenden Isentrope und der Isotherme T₁ bestimmt ist. Der Ort dieses Punkts ist der gleiche bei allen Werten des isentropischen Wirkungsgrads £_is· Die Feuchtigkeit des Dampfs im Punkt F "betrage x. Man kann dann nachweisen, daß gilt:

\ v'⁽W ν _T

hierbei ist ά h^ = Verdampfungswärme bei der Temperatur T, 0 ' = spezifische Wärme des Mediums (flüssig), C " =» spezifische Wärme des Mediums (Dampf).

Als Beispiel soll der Fall betrachtet werden, bei dem „_ das Medium Wasserdampf und T₁ = 321,6 und To = 369 K ist. Der Kompressor habe i^. = 0,7. Beiden zuvor bekannten Wärmepumpenausführungen befindet sich der Ansaugzustand im Punkt F^f (Fig. 4), dessen Temperatur etwa 10 "bis 30⁰O höher als T₁ liegt.

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Setzt die Kompression im Punkt F' ein (Überhitzung 30⁰O), so kann man rechnerisch zeigen, daß £= 4,7 ist, d.h. wesentlich geringer als heim Einsetzen der Kompression im Punkt F, bei dem £ = 5,5 ist. In Wirklichkeit ist dieser Unterschied noch größer, denn Überhitzung bedeutet auch, daß man die Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequelle und dem Medium um ebensoviel größer bemessen muß. Dieser Umstand ist hier nicht berücksichtigt worden.

Die oben besprochene Verbesserung rührt daher, daß

bei dem starken Anstieg der Gastemperatur infolge der adiabatischen Kompression auch das Volumen sich zu vergrößern versucht. Falls keine Kühlung vorgesehen ist, muß man, um den der gewünschten Kondensationstemperatur entsprechenden Druck zu erreichen, eine bedeutende Zusatzarbeit infolge des Volumenzuwachses des Gases leisten. Wenn man das Gas in nassem Zustand der Kompression zuführt, kühlt die verdampfende Flüssigkeit effektiv das Gas und vermindert die benötigte "unnütze" Zusatzarbeit und verbessert damit die Leistungsziffer. In der Praxis kann man den Dampfgehalt im Ansaugzustand geeignet einregeln, z.B. indem man die Temperatur auf der Druckseite beispielsweise mit Hilfe der Drehzahl des des- Kompres-

25 sors K regelt.

Fachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel des Systems nach Fig. 1, 2 und 5 beschrieben:

30 - Abwassermenge 1,87 kg/s

- Einlauftemperatur des Abwassers Tg = 313 K und Austrittstemperatur T_Q = 283 K

- zu erwärmende Wassermenge 1,87 kg/s

- Anfangstemperatur des zu erwärmenden Wassers 35 t₀ = 313 K.

Die optimale Temperaturaufteilung ist: T^ = 287,8 K, T₂ = 292,7 K, T₅ = 297,6 K, T₄ = 302,6 K und T₅ =

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1 307,7 K. Es sei: T₁ = 288 K, T₂ = 293 K, T₅ = 298 K, T₄ = 303 K und T₅ = 308 K.

Im folgenden wird angenommen, daß der isentropische

5 Wirkungsgrad des Kompressors K: ^^ = 0,65 und der isen-

tropisohe Wirkungsgrad der Expansions tur Id ine T :

0,3 ist.

Die nachstehende Tabelle gibt die passenden Haupt-10 abmessungswerte des Systems.

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co cn

ω ο

cn

ro O

cn

	I	Medium	Kreis 1	2	3	4	5	5
	Saugd ruck/Temperatur/x	R 21	R 21	R 21	R 11	R 11	R 11
		1,08 bar/	1,3/288/	1,56/293/	1,08/298/	1,29/303/	1,515/308/
		283/0,96	0,96	0,96	0,99 ^x	0,99	0,99
O	Massenstrom, kg/s
co O	Volumstrqm, 1/s	0,20	0,21	0,21	0,27	0,27	0,28
O	Kompressorleistung,kV/ ι	m	35	30	42	38	33
*■»	Temperatur nach der	8,4	8,5	8,7	8,9	9,0	9,1
O	Kompression, ⁰C
cn co	Temperatur t, , K'	71	77	83	84	90	95
O	Turbinenleistung, kV/	319	325	331	337	343	349
	Abgegebene	0,13	o,m	0,15	0,17	0,18	0,19
	Wärmeleistung, kVf
	Druckverhältnis des	47,4	47,4	47 _V7	47,8	48,8	48,0
	Kompressors
	3,3	3,3	3,2	3,4 .	3,5	3,6

U O VjJ

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Totale Wärmeleistung 286 kW

Totale Kompressorleistung 52 KW Totale Turbinenleistung 1 kW

Totale elektrische Leistung 52 - 1 = 51 kW WärmekOeffizient = 286/51 =5,6.

Vergleichshalber seien noch die folgenden Wärmekoeffizienten berechnet:

- Die theoretische obere Grenze des V/ärmekoeffizienten (für ein System mit unendlich vielen Kreisen) nach Gleichung (5):

ε-tot = ¹⁰'⁴³

- Die theoretische obere Grenze für das sechskreisige System aus Gleichung (4) und (2):

e_tot - 8,94 (S₆ = 0,10791)

- Theoretische obere Grenze des entsprechenden Systems

mit 1 Kreis:

= 5,21 <^Si = Ι'Γ ^3Ϊ3 "J = 0,1186)

313-283 * °'¹¹⁸⁶ ""I ² "

283

Im folgenden werden in Verbindung mit Fig. 5- bis 9 einige Vorrichtungs-Beispiele zur Durchführung des er-30 findungsgemäßen Verfahrens beschrieben. Aus den Figuren 5, 8 und 9 ist eine günstige Form der Vorrichtungsausführung des Systems nach Fig. 1 und 2 ersichtlich.

Ein von einem Gestell 14 getragener Elektromotor M 35 treibt über eine Kupplung 11_Q eine erste Expansionsturbinengruppe T-, T„2 und L,. Eine Welle 10 treibt über eine Kupplung 11- ein Zahnrad 12a an, das seinerseits
Zahnräder 13-], 13₂» ¹3₅ treibt. Die Zahnräder 13_1? 13₂>

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13·ζ treiben Sehraubenkompressoren K₁, K₂» K* an. Man kann die Größen der Zahnräder 13-p 13₂> ^"5·* verschieden wählen, um den gewünschten Volumens tr om isu erzielen.

Zum System gehört eine zweite Kompressorgruppe κ., Kc und Kg. Diese Kompressoren werden von dem auf der Vie lie 10 sitzenden großen Zahnrad 12Td über Zahnräder 13/, 13c und 13g angetrieben. In Fig. 5 haben die besagten Zahnradübertragungen schematisch die Bezugszeichen 11., bis 11g.

Die Verdampfer H₁ bis Hg und Kondensatoren I₁ bis Lg der Wärmepumpenkreise P₁ bis pg sind üblicher Bauart. Eine Beschreibung von Ausführungseinzelheiten erübrigt sich deshalb.

Die Fig. 6 und 7 zeigen ein Anwendungsbeispiel, bei dem der heizende (wärmeabgebende) und der zu erwärmende Massenstrom ein und derselbe sind. Fig. 6 zeigt schematisch den Querschnitt durch eine Kondenstrocknungsanlage für Holzpakete und Fig. 7 zeigt das Schaltungsschema des in dieser Trocknungsanlage benutzten erfindungsgemäßen mehrkreisigen Wärmepumpensystems. Die Trocknungsanlage besteht aus einem mit Schienen versehenen Trocknergebäude 20. Auf den Schienen läuft ein von Rädern 22 getragener Wagen 21. Der Trocknungswagen 21 trägt die feuchte Holzlast P, durch welche hindurch man mittels Kanäle 30 und 31 einen trocknenden Luftstrom leitet. Die Kanäle 30 und 31 grenzen mit ihrem unteren Teil an schrägstehende Wandungen 24a und 24b, deren untere Ränder einen gegenseitigen Abstand entsprechend der Breite der Holzlast P haben. Oberhalb der Holzlast P ist ein von einem Motor 25 angetriebenes Gebläse 26 angeordnet, das eine Luftzirkulation durch das Holzpaket P

° hindurch erzeugt. Der Luftstrom, der das Holzpaket

durchlaufen hat, ist mit dem Pfeil F₁ bezeichnet. Dieser Luftstrom teilt sich in zwei Zweige F~ und F^_n auf. Bezüglich des Luftstroms-Fj^ wird auf Fig. 7 verwiesen,

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gemäß der dieser Strom erfindungsgemäß die Verdampfer H-j "bis Hg der Wärmepumpenkreise p^ "bis pg durohläuft, die in Fig. 6 pauschal das Bezugszeichen 27 haften. In den Verdampfern H wird der Luftstrom ]?j abgekühlt und getrocknet, so daß seine Feuchtigkeit Xg > ζ ist. Der gleiche Luftstrom F wird durch die Kondensatoren L^ Isis Lg der Wärmepumpenkreise p^ "bis Pg geleitet. Hierbei wird die Luft erwärmt. Zu dem System gehören sechs Wärmepumpenkreise p.j "bis Pg, die die in der vorstehend beschriebenen Weise geschalteten Kompressoren K« bis Kg und die Expansionsturbinen T₁ bis Tg mit einer Schaltung gemäß Fig. 7, die beispielsweise mit Kraftübertragungen gemäß Fig. 8 und 9 ausgerüstet sind, enthalten. In Fig. 6 ist der von den Verdampfern H (27) zu den Kondensatoren L (28) transportierte Wärmestrom durch Pfeile W bezeichnet. Aus dem beschriebenen System tritt der trockene und heiße Luftstrom F + aus, der so mit dem feuchten, kalten Luftstrom F, vermischt wird, daß man eine sowohl hinsichtlich der Temperatur als auch der Feuchtigkeit (x) passende Mischung erhält, die als Strom F₂ durch das Holzpaket hindurchgeleitet wird.

Vorstehend sind Ausführungsformen dargestellt worden, bei denen die Temperatur des heizenden Massenstroms

(M) sinkt, wenn -dieser Massenstrom die Verdampfer (H^ bis Hvr) der Wärmepumpenkreise (ρ- bis p^) durchläuft. Man kann jedoch innerhalb des Erfindungsgedankens das erfindungsgemäße Mehrkreissystem auch in Fällen anwenden, bei denen der heizende Massenstrom (M) kein eigentlicher Massenstrom ist, sondern bei denen man als Wärmequelle z.B. das Erdreich, Meerwasser oder dgl. verwendet.

Man kann die Erfindung auch in der Weise anwenden, daß als heizender Massenstrom eine Mehrzahl von Massenströmen dient, die den Temperaturen der verschiedenen Massenströme entsprechend auf die verschiedenen Wärmepumpenkreise (Pj₅.) verteilt werden - z.B. so, daß man

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eine Verteilung der Temperaturen T "bis T^_-1 ähnlich
wie in Fig. 2 erhält. Beispielsweise wenn Meerwasser
aus großer Tiefe ale heizende Masse benutzt wird, kann man durch Heranholen des Meerwassers aus verschiedenen Tiefen, wobei die Temperaturen verschieden sind, eine
Temperaturverteilung T₀ bis T„_^ ähnlich wie in Fig. 2 erzielen.

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Claims

IEDTKE - DÜHLING - ΙΧΙΝΝΕ . ^- Dipl.-Ing. H.Tiedtke Gn ' - ::.:..*"".: : Dipl.-Chem. G. Bühling RUPE - PeLLMANN .. : - - Dipl.-Ing. R. I Dipl.-Ing. R Grupe OH IOC 7 η Dipl.-Ing. B. Pellmann PU I 4.P # U Bavarlaring4, Postfach 202403 8000 München 2 Tel.: 089-539653 Telex: 5-24845 tipat cable: Germaniapatent München

1. April 1980 DE 0333/FI-791.079

Patentansprüche

Verfahren zur Wärmerückgewinnung, bei dem eine Wärmepumpe verwendet wird, wobei die wärmeabgebende Masse bzw. ein oder mehrere Massenströme (M) auf die Verdampfervorrichtungen (H) eines Wärmepumpensystems und der zu erwärmende Massenstrom (m) auf dessen Kondensatorvorrichtungen (L) geschaltet sind_v dadurch gekennzeichnet, daß das Wärmepumpensystem zur Erhöhung der Leistungsziffer (6) eine Mehrzahl von kontinuierlich arbeitenden, getrennten Wärmepumpenkreisen umfaßt, deren Kompressoren (K₁ bis ILt) mit gemeinsamem Antrieb versehen sind, und daß die Kondensatoren (L-] bis Ljt) der Wärmepumpenkreise hinsichtlich des zu erwärmenden Massenstroms (m) so in Reihe geschaltet sind, daß die Temperatur (t_) des zu erwärmenden Massenstroms (m) steigt, wenn derselbe in Wärmeaustauschkontakt mit den in den Kondensatoren (L₁ bis L₁-) der Wärmepumpenkreise (p.] bis P₁-) zirkulierenden Medien steht.

2. Verfahren gemäß Anspruch 1, wobei zur Wärmeabgabe ein Massenstrom verwendet wird, dadurch gekennzeichnet, daß sowohl der wärmeabgebende als auch der wärmeaufnehmen-

* ■

de Massenstrom (M,m) durch Vermittlung der Wärmepumpenkreise untereinander in G-egenstrom geschaltet sind, so daß die Temperatur (T ) des wärmeabgebenden Massenstroms (M) beim Durchlaufen der Verdampfer (H₁ bis H«) der Wärmepumpenkreise (_P1 bis _PlI)

Deutsche Bank (München) Kto. 61/61070 Dresdner Bank (München) Kto. 3Θ3Θ844 Postscheck (München) Kto. 670-43-804

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3· Verfahren gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der Verdampfungstemperaturen des Mediums in je zwei aufeinanderfolgenden Wärmepumpenkreisen (T^/T^i) konstant ist.

4. Verfahren gemäß Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß das in den Wärmepumpenkreisen (p- "bis P_n) zirkulierende, nach den Verdampfern (H₁ "bis- ILr) in gasförmigem Zustand "befindliche Medium geeignet naß gehalten wird, wenn es den Kompressor (K₁ "bis K^) des Wärmepumpenkreises erreicht (Fig. 4).

5. Verfahren gemäß Anspruch 1,2,3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß in den Terschiedenen Wärmepumpenkreisen (P₁ bis p..) verschiedene Wärmeübertragungsmedien verwendet v/erden.

6. Verfahren gemäß Anspruch 1, 2, 3» 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß der wärmeabgebende und der

20 wärmeaufnehmende Massenstrom getrennte Massenströme (M,m) sind, die vermittels der Wärmepumpenkreise (P₁ bis P₁-) in Gegenstrom zueinander geschaltet sind.

7. Verfahren gemäß Anspruch 1, 2, 3, 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß sowohl der wärmeabgebende als auch der wärmeaufnehmende Massenstrom ein und derselbe Massenstrom (F) sind, der bei den Verdampfern und Kondensatoren der Wärmepumpenkreise (P₁ bis p^) im Gegenstrom laufend geschaltet ist.
30

8. Verfahren gemäß den Ansprüchen 1 bis 7» dadurch gekennzeichnet, daß das Wärmepumpensystem mindestens vier, vorzugsweise sechs bis zehn getrennte Wärmepumpenkreise (p, ) umfaßt.

35 ^k

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